蝸輪蝸桿減速器的設計

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1、 湖南工業(yè)大學 課 程 設 計 資 料 袋 機械工程 學院（系、部 ） 學年第 學期 課程名稱 指導教師 職稱 學生姓名 專業(yè)班級 學號 題 目 蝸輪蝸桿傳動減速器設計

2、 成 績 起止日期 20** 年 12 月31日～ 20**年 1月 13日 目 錄 清 單 序號 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設計任務書 1份 2 課程設計說明書 1份 3 課程設計圖紙 4張 1張 4 5 6 謝謝朋友對我文章的賞識，充值后就可以下載說明書，我這里還有一個壓縮包，里面有相應的word說明書和CAD

3、圖紙。下載后請聯(lián)系QQ：1459919609。我可以將壓縮包免費送給你。歡迎朋友的光臨?。。。ㄗⅲ鹤再~號時最好用你的QQ號，以方便我將壓縮包發(fā)給你） 機械設計 設計說明書 蝸輪蝸桿傳動減速器設計 起止日期： 20** 年 12 月 31 日 至 20** 年 1 月 13 日 學生姓名 班級 學號 成績 指導教師(簽字) 機械工程學院 20** 年 1 月 13 日 機械設計課程設計 目 錄 一 、課程設計任務書 2 二、 傳動方案 3 三、 選擇電動機 3 四、計

4、算傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比 5 五、傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5 六、確定蝸桿的尺寸 6 七、減速器軸的設計計算 9 八、 鍵聯(lián)接的選擇與驗算 17 九、密封和潤滑 18 十、鑄鐵減速器箱主要結(jié)構尺寸 18 十一、減速器附件的設計 20 十二、小 結(jié) 23 十三、參考文獻 23 一 、課程設計任務書 20**—20**學年第 1 學期 機械工程 學院（系、部） 專業(yè) 班級 課程名稱： 機 械 設 計

5、 設計題目： 蝸輪蝸桿傳動減速器的設計 完成期限：自 20**年 12 月 31 日至 20**年 1 月 13 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務 一、 設計任務： 設計蝸輪蝸桿減速器 二、設計的主要技術參數(shù)：帶的圓周力,帶速，滾筒直徑。（工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的5%。） 三、設計工作量：說明書1份，A0的裝配圖

6、1張，A3的零件圖3張。 進 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 20**年12月31日-20**年1月4日 設計計算減速器，并認真檢驗計算結(jié)果 20**年1月5日-20**年1月10日 完成A0的裝配圖 20**年1月11日-20**年1月12日 完成3張A3的零件圖 20**年1月13日 整理說明書和圖紙 主 要 參 考 資 料 [1]《機械設計課程設計》王大康，盧頌峰主編 北京工業(yè)大學出版社 2000 [2]《機械設計課程設計》金清肅主編 華中科技大學出版社 1995 [3]《機械設計學基礎》孫建東主編 機械工業(yè)出版社 2004 [4]《簡

7、明機械設計手冊》唐金松主編 上?？茖W技術出版社 1992 [5]《機械設計》濮良貴，紀名剛主編 高等教育出版社 2001 指 導 教 師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 二、 傳動方案 我選擇蝸輪蝸桿傳動作為轉(zhuǎn)動裝置，傳動方案裝置如下： 三、 選擇電動機 1、電動機的類型和結(jié)構形式 按工作要求和工作條件，選用選用籠型異步電動機，封閉式結(jié)

8、構，電壓380v，Y型。 2、電動機容量 工作機所需功率 根據(jù)帶式運輸機工作機的類型，可取工作機效率。 電動機輸出功率 傳動裝置的總效率 式中，…為從電動機至卷筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表10-2查得：聯(lián)軸器效率=0.99；軸承 =0.98；單級蝸桿傳動=0.95卷筒軸滑動軸承,則 總效率 故 電動機額定功率 依據(jù)參數(shù)文獻2表19-1選取電動機額定功率 3、電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 由參考文獻2表2-2可知，單級蝸桿減速器一般傳動比范圍為7~40總動比合理范圍為。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 初

9、選同步轉(zhuǎn)速分別為1500r/m和3000r/m的兩種電動機進行比較如下表： 方案 電動機號 額定功率 電動機轉(zhuǎn)（r/min） 電動機質(zhì)量w/kg 參見價格 （元） 總傳動比i 同步 滿載 1 Y100L1-4 2.2 1500 1430 38 800 8.98 2 Y90S-2 2.2 3000 2840 45 1000 17.8 由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1傳動比較小，傳動裝置結(jié)構尺寸較小。因此，采用方案1，選定電動機Y100L1-4。 4、Y100L1-4電動機的數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸如小表： 型號 額定功率

10、 （KW） 轉(zhuǎn)速（r/min） 質(zhì)量（kg） 同步 滿載 Y100L1-4 2．2 1500 1430 38 尺寸 H A B C D E F G K AB AD AC HD BB L 100 160 140 63 28 60 8 24 12 205 180 205 245 170 380 電動機外形尺寸： 四、計算傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比 傳動裝置總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主軸的轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置的傳動比是： 所得i符合單級蝸桿減速器傳動比的常用范圍。 五、

11、傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸轉(zhuǎn)速 為蝸桿的轉(zhuǎn)速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉(zhuǎn)速等于電動機的轉(zhuǎn)速，則： 為蝸輪的轉(zhuǎn)速，由于和工作機連在一起，其轉(zhuǎn)速等于工作主軸轉(zhuǎn)速，則： 各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，設為蝸桿軸的功率，為蝸輪軸的功率，為工作機主軸的功率。則： 2、各軸轉(zhuǎn)矩 蝸桿軸的轉(zhuǎn)矩: 蝸輪軸上的轉(zhuǎn)矩: 工作機主軸上的轉(zhuǎn)矩: 六、確定蝸桿的尺寸 1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI). 2、 選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿用45剛;因

12、希望效率要高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45-55HRC.蝸輪用鑄錫磷青銅,金屬摸鑄造.為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造. 3、按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度.由式文獻1式(11-12)計算傳動中心矩: 蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 確定載荷系數(shù) 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)；由表參考文獻1的表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)；則： 確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故。 確定接觸系數(shù) 先假

13、設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值為0.35，從圖參考文獻1圖11-18中可查得。 確定許用接觸應力 根據(jù)渦輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可以從文獻1表11-7中查得蝸輪的基本許用應力。 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 計算中心距 取中心距a=100mm,因i=8.98,故從文獻1表11-2中取模數(shù)m=3.15mm,蝸桿的分度圓直徑d1=35.5mm.這時d1/a為0.355，從文獻1圖11-18中可查得接觸系數(shù)，因為，因此以上結(jié)果可用。 4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿： 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直

14、徑 齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 蝸輪： 蝸輪的齒數(shù)Z2=53；變位系數(shù)X2=-0.3889； 驗算傳動比 這時傳動比誤差為 ，是允許的。蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 5、 校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)X2=-0.3889，ZV2=77.03，從文獻1圖11-19中可以查得齒形系數(shù)YFa2=2.40。 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力 從文

15、獻1表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用應力。 壽命系數(shù) 彎曲強度是滿足的。 6、驗算效率 已知；；與相對滑動速度VS有關。 從參考文獻1表11-18中用插入值法查得，；代入式中求得，稍小于原估計值，因此不用重算。 7、 熱平衡計算 蝸桿傳動總效率 散熱面積A 取傳熱系數(shù) ，取，從而可以計算出箱體工作溫度 因為，所以符合要求。 8、 精度等級公差和表面粗糙度的確定 七、減速器軸的設計計算 1、 蝸桿軸的設計 由于蝸桿的直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做蝸桿軸。 蝸桿上的轉(zhuǎn)矩。則作用于齒輪上的圓周力：

16、軸向力： 徑向力： 初步確定軸的最小直徑 先按文獻1式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，孤需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查文獻1表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考文獻2表14-3，選用LT3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為31500Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm,故取d12=16mm,半聯(lián)軸器長度L=42mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=30mm。

17、 軸上零件的裝配方案 蝸桿是直接和軸做成一體的，左軸承及軸承端蓋從左面裝，右軸承及右端蓋從右面裝。 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右段需制出一軸肩，故取2-3段直徑d23=20mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=30mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1短一些，現(xiàn)取L12=28mm。 由已知條件知道工作時間為10年，每年按300天計算，且每天三班制工作，則大概總的工作時間為： 考慮最不利的情況，單個軸承所受的徑向力為：

18、向心軸承只承受徑向載荷時 由參考文獻1式13-6a知基本額定動載荷 N 查表13-4，13-6得 從參考文獻2中查表13-2得： 軸承型號 外形尺寸（mm） 安裝尺寸（mm） 基本額定動載荷 Cr/kN 基本額定靜載荷 Cr/kN 7000AC d D B da min Da max ra max 30 55 13 36 49 1 14.5 9.85 因此軸環(huán)處的直徑d34=d78=30mm,而L78=18mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6006型

19、軸承軸肩高度h=6mm，因此，取d67=d45=42mm。 所選軸承的外形如下圖所示： 由已知可以取齒寬b1=25mm，蝸桿齒頂圓直徑為45mm，齒根圓直徑為30mm，齒頂圓左端長10mm，右端長15mm。參考文獻1表15-2取軸端倒角為。 蝸桿軸的校核 設蝸桿齒寬的法向中心線的有側(cè)長為，左側(cè)的長度為，則： 水平面的支承反力（圖a） 垂直面的支承反力（圖b） 繪水平面的彎矩圖 繪垂直面的彎矩圖 繪合成彎矩圖 該軸所受扭矩為 按彎扭合成應力校核軸的強度 由圖可知軸承上截面C為危險截面，根據(jù)文獻

20、1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得。因此<，故安全。 由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。 蝸輪軸的設計 蝸輪上的轉(zhuǎn)矩。則作用于齒輪上的圓周力： 軸向力： 徑向力： 初步確定軸的最小直徑 先按文獻1式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是

21、安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查文獻1表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考文獻2表14-3，選用LT6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=30mm,故取d12=30mm,半聯(lián)軸器長度L=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm。 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右段需制出一軸肩，故取2-3段直徑d23=35mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=3

22、8mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1短一些，現(xiàn)取L12=58mm。 由已知條件知道工作時間為10年，每年按300天計算，且每天兩班制工作，則大概總的工作時間為： 考慮最不利的情況，單個軸承所受的徑向力為： 向心軸承只承受徑向載荷時 由參考文獻1式13-6a知基本額定動載荷 N 查表13-4，13-6得 從參考文獻2中查表13-2得： 軸承型號 外形尺寸（mm） 安裝尺寸（mm） 基本額定動載荷 Cr/kN 基本額定靜載荷 Cr

23、/kN 7008AC d D B da min Da max ra max 40 68 15 46 62 1 19.0 14.5 因此軸環(huán)處的直徑d34=d78=40mm,而L78=20mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6008型軸承軸肩高度h=6mm，因此，取d67=52mm。蝸輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=4mm，則軸環(huán)直徑d56=60mm。軸環(huán)寬大于等于1.4h，則取L56=8mm。同時取L

24、23=50mm，L34=20mm,L45=32mm，L67=18mm。 所選軸承的外形如前面所選軸承圖所示。 蝸輪軸的校核 設蝸輪齒寬的法向中心線的有側(cè)長為，左側(cè)的長度為，則： 水平面的支承力： 垂直面的支承反力: 繪水平面的彎矩圖： 繪垂直面的彎矩圖： 繪合成彎矩圖： 該軸所受扭矩為： 按彎扭合成應力校核軸的強度 由圖可知軸承上截面C為危險截面，根據(jù)文獻1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45

25、鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得。因此<，故安全。 由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。 八、 鍵聯(lián)接的選擇與驗算 1、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 本設計中有三處要求使用鍵聯(lián)接，一處為減速器輸入軸（蝸桿）的聯(lián)軸器處，設置在蝸桿上的鍵標此處為鍵1此處軸的直徑d1=16mm。一處是減速器輸出軸（蝸輪軸）的聯(lián)軸器處，設置在蝸輪軸上的鍵標此處為鍵2此處軸的直徑d2=30mm。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯(lián)接，標記此處的鍵為鍵3此處軸的直徑d3=45mm。一般8級以上的精度

26、要有定心精度的要求，所以選擇用平鍵聯(lián)接，由于只是聯(lián)接的是兩根軸，故選用圓頭普通平鍵（A）型。而鍵3的蝸輪在軸的中間，所以也選擇圓頭普通平鍵（A）型。 根據(jù)以上的數(shù)據(jù)，從文獻1表6-1中查得鍵1的截面尺寸為：寬度b=5mm，高度h=5mm。由聯(lián)軸器的標準并參考鍵的長度系列，可以確定取此鍵的長度L=20mm（比伸入到聯(lián)軸器的深度短一些）。查得鍵2的截面尺寸為：寬度b=8mm，高度h=7mm。同理取此鍵的長度L=50mm。查得鍵3的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm。由輪轂的寬度并參考鍵的長度系列，取該鍵的鍵長L=28mm。 2、校核鍵聯(lián)接的強度 鍵1處鍵、軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵

27、，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應力為[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。 鍵的工作長度為l=L-b=25mm-5mm=20mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.55mm=2.5mm。由文獻1的式6-1可得 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。 鍵2處鍵、軸和 蝸輪的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應力為[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。鍵的工作長度為l=L-b=50mm-8mm=42mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由文獻

28、1的式6-1可得 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。 鍵3處鍵、軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應力為[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。 鍵的工作長度為l=L-b=28mm-14mm=14mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由文獻1的式6-1可得 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。 自此減速器中的所有的鍵均以校核完畢，所有的鍵均滿足使用要求。 鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖： 九、密封和潤滑 由于本設計蝸桿減速器用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，參考文獻1

29、表11-20，選擇L-CKE320型號用油，對于蝸桿的給油方式，根據(jù)蝸桿的相對滑動速度以及載荷類型選擇，本設計的蝸桿減速器蝸桿的相對滑動速度為4.8m/s內(nèi)，且采用的是閉式傳動，傳動載荷中等，根據(jù)文獻1表11-21蝸桿傳動的潤滑油粘度推薦值及給油方式，選擇油池潤滑。關于蝸桿傳動的潤滑油量，由于采用的是閉式蝸桿傳動，攪油損耗不是太大，且采用的是蝸桿下置式的傳動，所以浸油深度應為蝸桿的一個齒高。蝸輪的潤滑主要憑借蝸桿的帶油作用來進行潤滑。 對于軸承的潤滑，蝸桿軸承采用浸油潤滑。同時蝸輪軸承潤滑采用刮油板刮蝸輪上的油通過箱體上的油槽潤滑。另外在安裝的時候，也應該對軸承的潤滑進行良好處理，應該用潤滑

30、油脂進行充分的潤滑。 對于軸承的密封設計采用了軸承端蓋還在其中加入了密封圈。蝸桿軸承端一邊用悶端蓋，一邊用唇形密封圈。蝸輪軸軸承一邊用悶端蓋，一邊用氈圈。整個箱體是密封的。 十、鑄鐵減速器箱主要結(jié)構尺寸 1、箱座高度 齒高為： 則齒輪浸油深度符合條件齒輪浸油深度大于10mm的要求。 總的油深 箱體內(nèi)儲油寬度大約為 箱體內(nèi)儲油長度大約為 則儲藏的油量 單級減速器每傳遞1kw的功率所需的油量： 符合要求。 2、箱體的剛度設計 從參考文獻2表4-1，表4-2可得下表： 名稱 符號 蝸輪蝸桿減速器尺寸 選用 箱座壁厚

31、 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 地腳螺釘數(shù)目 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 聯(lián)結(jié)螺栓間距 160 軸承端蓋螺釘直徑 視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 至外箱壁距離 22、18、16 至凸源邊緣距離 20、14 軸承旁凸臺半徑 20 凸臺高度 45 外箱壁至軸承座端面距離 40 蝸輪頂圓與內(nèi)壁的距離

32、 10 蝸輪輪轂端面與內(nèi)壁距離 10 箱蓋、箱座肋厚 軸承端蓋外徑 110 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 110 十一、減速器附件的設計 1、窺視孔及視孔蓋 參考文獻2表4-3得： 直徑 孔數(shù) 90 75 60 - 70 55 40 7 4 4 5 2、通氣器 由已知選型號 外型安裝圖： 查參考文獻2表4-5可得： 8 3 16 40 40 12 7 16 18

33、 40 25.4 22 6 2 2 3、游標尺 由條件可選M16型的。 安裝圖： d1 d2 d3 h a b c D D1 M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22 4、放油孔與螺塞 放油孔應設在油池的最低處，平時用羅塞堵住，采用圓柱螺塞時，箱座上裝置處應設凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干凈。如下圖示： 放油孔的位置 外六角螺塞、封油墊圈 5、起蓋螺釘 起蓋螺釘設置在箱蓋連接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣的厚度。長度L=15mm 6、定位銷 外型尺寸：

34、 選A型，則： 則可得下表： 公稱直徑 8 1.0 1.6 25 7、起吊裝置 為便于拆卸和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置，綜合考慮選擇吊耳。查參考文獻2表4-14得吊耳外形尺寸如下表： 為箱蓋厚度 吊環(huán)螺釘?shù)耐庑螆D如下： 十二、小 結(jié) 從整體上來說通過詳細的計算和仔細的校核并且結(jié)合了實際情況，設計的過程基本正確，結(jié)果基本合理，可以滿足設計的要求。 課程設計使我們對所學的知識得到了一次系統(tǒng)，完整的復習，讓我們初步了解到機械的選擇、設計與加工基本知識。課程設計的過程中，進一步增強了數(shù)據(jù)的處理和一

35、些細節(jié)處理的能力。 在設計的過程中，還有一些小的問題還未能處理的很好，我會努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。 十三、參考文獻 [1]、《機械設計》（第八版）濮良貴，紀名剛主編 高等教育出版社。 [2]、《機械設計課程設計》金清肅主編 華中科技大學出版社

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39、 35 附件圖紙 蝸桿軸 蝸輪 蝸輪軸 箱座 裝配圖 謝謝朋友對我文章的賞識，充值后就可以下載說明書，我這里還有一個壓縮包，里面有相應的word說明書和CAD圖紙。下載后請聯(lián)系QQ：1459919609。我可以將壓縮包免費送給你。歡迎朋友的光臨?。。。ㄗⅲ鹤再~號時最好用你的QQ號，以方便我將壓縮包發(fā)給你）